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1、摘要摘要本次设计题目是ZG1040轻型货车变速器，阐述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器，倒挡采用直齿轮滑移换挡方式。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表、齿轮的强度计算、强度校核、轴的设计及强度校核。轴承的选择和校核。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。本次设计的任务是设计出能提高汽车的动力性和经济性指标，具备较高的传动效率，操纵轻便，工作可靠，噪声小的机械式变速器。为了防止跳挡、误挂入倒挡和同时挂入两个挡；操纵机构设计了自锁、倒挡锁和互锁装置。关键词关键词：变速器；齿轮；轴；轴承ABSTRAC
2、TABSTRACTThe design is about the four-speed transmission of light-size truck.Illustrage the function and requirement of transmission,prove the piot oftransmission,chose to use three shaft transmission.Adopted to keep thewheel gear glide project change in to pour the file,and to specify thedeterminat
3、ion of the major parameber of it.The intension verify of gear.And to calculate the years geometry dimension,the design and theintension verify of axis.The choice of the bearings and the intensionverify of it.Finally,it intraduce the order of disassembleamount.Namely the leading thought of this desig
4、n depends on motive force andeconomy quota in order to raise the automobile of design,and having thehigher transmission efficiency and operates lightly,work is reliable,thesmall mechanical type transmission that serve as the purpose of noise.To preventting the jump shift,hangs into the reverse gear
5、by mistakeand simultaneously hangs into two shift gear.The control mechanism isequipped with the self-locking,reverse gear lock and mutually-lockingassembly.Key Words:Key Words:transmission；gear；shaft；bearing1 1 引言引言随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入 WTO，人民的生活水平不断提高，在我国，微型客货两用车、轿车等高
6、级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临的是机遇和挑战，随着中国的不断开放，我国的汽车工业也将会有质的飞跃。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为车辆工程本科毕业生必须肩负重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。2 2 变速器的功用及设计要求变速器的功用及设计要求现代汽车几乎都采用往复活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为了
7、解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。一般的，变速器还设有倒挡和空挡，以使在不改变发动机旋转方向的情况下，汽车能够倒退行驶和空挡滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应该能够进行动力输出。变速器的功用：变速器的功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器 换挡或进
8、行动力输出。为保证变速器具有良好的工作性能，为保证变速器具有良好的工作性能，达到使用要求，达到使用要求，所以变速器的所以变速器的设计必须要满足以下的使用条件：设计必须要满足以下的使用条件：1）应该合理的选择变速器的挡数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳挡、脱挡和换挡冲击现象发生；3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；缩短换挡时间，提高加速性能和动力性能；4）传动效力高、噪音小、为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接挡，此外还有合理的齿轮型式以及结构参数，提高其制造和安装精度；设置倒挡和空挡；5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本低。3 3 变
9、速器的方案论证变速器的方案论证3.13.1 变速器类型选择及传动方案设计变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的有级变速器按根据前进挡挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器。按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：3.1.13.1.1 结构工艺性结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动
10、机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。3.1.23.1.2 变速器的径向尺寸变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。3.1.33.1.3 变速器齿轮的寿命变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进挡均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。3.1.43.1.
11、4 变速器的传动效率变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于 1 的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，所以传动效率高，磨损小，噪声也小。而本次设计的题目是轻型货车变速器，所以采用三轴式变速器。3.23.2 变速器传动机构的分析变速器传动机构的分析根据3.1所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。3.2.13.2.1 换挡结构形式的选择换挡结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡。（1）滑动齿轮换挡通常是采
12、用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在挡和倒挡上。（2）啮合套换挡用啮合套换挡，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和是、常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货
13、车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。（3）同步器换挡现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。一般倒挡和挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套，而本方案的挡及倒挡使用滑动直齿轮换挡，其余各挡采用同步器换挡方式。3.2.23.2.2 倒挡的形式及布置方案倒挡的形式及布置方案倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利
14、用两个联体齿轮的方案。本方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。综合考虑，本次设计采用如图1所示方案的倒挡换挡方式。其优点是：结构简单，适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。图1 倒挡布置方案3.33.3 变速器操纵机构方案分析变速器操纵机构方案分析3.3.13.3.1 变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂两个挡位。3.3.23.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求（1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒挡锁;（2）
15、要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（3）应使驾驶员得到必要的手感。3.3.33.3.3 换挡位置换挡位置设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点：（1）按换挡次序来排列；（2）将常用挡放在中间位置，其它挡放在两边；（3）为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时与 挡组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换挡位置如图 2 所示：3.43.4 传动方案的设计传动方案的设计图2 换挡位置图本次设计传动方案传动路线：挡：一轴12中间轴875、7 齿轮间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴655、7 齿轮间的同步器二轴输出挡：一轴1
16、2中间轴431、3 齿轮间同步器二轴输出挡：一轴 11、3 齿轮间同步器二轴输出R挡：一轴12中间轴10119二轴输出4 4 变速器齿轮参数的确定变速器齿轮参数的确定4 41 1 变速器的挡位数和传动比变速器的挡位数和传动比本次设计的变速器为四挡变速器，各个挡位的传动比为：6.093.091.711.00R4.954 42 2 中心距的选择中心距的选择中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。由于此次设计的变速器为三轴式变速器，其中心距可按如下经验公式初选：AKA3Tiemax (4-1)式中：KA中心距系数，对货车，KA取 8.69.6;T1max变速器在挡时，第
17、二轴输出的转矩Temax发动机的最大输出转矩，Nm；ig1变速器挡传动比；g变速器传动效率，取 0.96初选：KA=9.4ig1=6.09，09,=0.96Temax=179.3g,代入上式中计算得：A KA3Tiemax9.431048.259 95.49mm取中心距为：A=95 mm4 43 3 齿轮参数的确定齿轮参数的确定4.3.14.3.1 齿轮模数的确定齿轮模数的确定汽车变速器中有多对齿轮，从轮齿应力的合理性和强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一。因此多采用折中方案，即高挡齿轮用同一个模数，而低挡齿轮使用另外一个模数。对于本次设计，变速器的
18、模数选择方案为：挡和倒挡使用同一个模数，因为这两个挡位的齿轮所受载荷较大，应该都使用大的模数；其他挡位齿轮为m=3.5,常啮合齿轮和高挡齿轮法向模数mn=3。设计所选的模数值应符合国标 GB135778 的规定4 43 32 2 压力角的选择压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了增大重合度以降低噪声，应采用 14.5，15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为了提高齿轮的承载能力，应选用 22.5或25等大些的压力角，实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。4 43
19、33 3 斜齿轮螺旋角的选择斜齿轮螺旋角的选择螺旋角 应该选择合适。过小则不能发挥出斜齿轮的优越性。增大螺旋角能使齿轮啮合的重合度增大，承载能力增强，工作平稳，噪音降低，但齿轮工作时的轴向力也会增大，影响轴承的寿命。并且当 30时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低挡齿轮的弯曲强度考虑，不能太大。一般货车的螺旋角为20 30。在变速器中，中间轴上齿轮的节圆半径从高挡向低挡逐渐减小，所以螺旋角也是逐挡递减。本次设计中，初选常啮合齿轮的螺旋角=27，其他各挡齿轮的螺旋角则根据计算得到。当两个挡位齿轮对的中心距不相等时，也可以通过调整螺旋角是中心距统一起来。4 43 34
20、 4 齿宽的选择齿宽的选择齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑的要求，又要兼顾齿轮的强度及工作的平稳性。通常根据齿轮模数来确定齿宽 b：直齿轮：b=(4.47.0)m斜齿轮：b=(7.08.6)mn第一轴常啮合齿轮副的齿宽可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。采用啮合套或同步器换挡，其结合齿的工作宽度初选时可取（24）m。根据上面的模数的取值，计算出本次设计中齿轮的齿宽范围挡和倒挡齿轮：b=(4.47.0)m=(4.47.0)3.5=(15.424.5)高挡齿轮：b=(7.08.6)mn=(7.08.6)3=(21.025.8)齿宽大可以增加齿轮的重合度，提高器强度和承载能力，但也
21、会同时增大齿轮的质量，使得变速器的质量增大。为了兼顾齿轮的强度和质量，低挡齿轮的宽度应取的小些，高挡齿轮的齿宽可以取的大些，因此初选齿宽值如下：挡齿宽：b=17.5 mm、和挡齿宽：b=21mm常啮合齿轮齿宽：b=21mm倒挡齿宽：b=17.5mm所选择的齿宽最终要经过齿轮的强度校核，若齿轮强度不够，则要适当增大齿轮宽度。4 43 35 5 各挡齿轮齿数的分配各挡齿轮齿数的分配4 43 35 51 1 各挡齿轮齿数各挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数的确定确定倒挡齿轮齿数的确定倒挡：igR=ZZ2Z119 (4-2)Z1Z10Z12现取 Z12=13,于是 Z11=33倒档齿轮中心距：对中心距进行修正
22、对中心距进行修正A,=mZh3.5（1333）81.4(4-3)22倒挡齿轮的齿数都比较小，所传递的力矩也很大，因此齿轮会承受很大的弯曲应力和接触应力。为防止齿轮过过早失效，倒挡齿轮的主从动齿轮应该使用正变位。因此，取实际中心距为：A=84mm。4 43 35 52 2 确定常啮合传动齿轮的齿数确定常啮合传动齿轮的齿数Z2i1Z8Z21.98Z1Z119Z1Z7 (4-4)Z2Z1 Z2 57Z2 38mnZ1A2cos确定其它各挡的齿数确定其它各挡的齿数挡：货车变速器中间轴挡的直齿轮最小齿数为 1214；所以取挡小齿轮的齿数为 Z10=13,则挡大齿轮齿数为：Z9=Z-Z10=53-13=4
23、0挡：zz(Z8)mznZ71=i2A=(4-5)2cos21.32z287Z71.636Z7 36Z解得：8Z8 23Z Z 5987挡：Z5(Z Z6)mn=i3z1A 5 (4-6)2cos21.32z2z6解得：Z5 0.97Z6Z 315Z5 Z6 59Z6 284 43 36 6 齿轮几何尺寸及强度校核齿轮几何尺寸及强度校核汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮，其齿形为 GB1356-78 规定的标准齿形，各尺寸的计算可参照计算公式进行计算。轮齿接触应力计算FE(1j 0.418zb1b)(4-7)式中：j轮齿的接触应力，MPa；F齿面上的法向应力，F F1/coscos，N;圆周力，F1
24、 2Tg/d，N；计算载荷，TgTemax/2，Nmm，；D节圆半径，mm；节点处压力角，；齿轮螺旋角，；E齿轮材料的弹性模量，MPa；B齿轮接触的实际宽度，mm；、b主、从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮z rzsin、b rbsin，斜齿轮z(rzsin)/cos2、b(rbsin)/cos2，mm；、rb主、从动齿轮节圆半径，mm。本次设计主，从动齿轮的材料都是20CrMnTi，故取，E=2.1x108，Mpa。挡、倒挡齿轮的许用接触应力：j1900 2000MPa。常啮合和高挡齿轮的许用接触应力：j13001400MPa。(1)(1)挡齿轮接触应力挡齿轮接触应力FE(1挡：j 0.418
25、zb1b)(4-8)1110.432.1108()10.7744.63j 0.4181138.99MPa j满足要求。34(2)(2)挡齿轮接触应力挡齿轮接触应力FE(1挡：j 0.418zb1b)(4-9)117.032.1108()17.8242.41j 0.418827.18MPa j满足要求。30(3)(3)挡齿轮接触应力挡齿轮接触应力FE(1挡：j 0.4185.052.1108(zb1b)(4-10)j 0.4183011)25.5236.08 764.46MPa 满足要求。j(4)(4)挡齿轮接触应力挡齿轮接触应力FE(1挡：j 0.4184.072.1108(zb1b)(4-1
26、1)j 0.4183011)34.7630.90 668.96MPa 满足要求。j(5)(5)常啮合传动齿轮接触应力常啮合传动齿轮接触应力FE(1常啮合齿轮：j 0.4185.552.1108(zb1b)(4-12)j 0.41811)45.5725.44 553.32MPa 满足要求。j34(6)(6)倒挡齿轮接触应力倒挡齿轮接触应力FE(1倒挡：j 0.418zb1b)(4-13)1110.432.1108()10.7716.16j 0.4181311.66MPa j满足要求。34直齿轮弯曲应力w1KKfwFbty式中：w弯曲应力，MPa；圆周力，F1 2Tg/d，N；计算载荷，TgTem
27、ax，Nmm；D节圆直径，mm；应力集中系数，K1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮Kf1.1，从动齿轮B齿宽，mm；T端面齿距，mm，t m，m 为模数，mm；Y齿形系数。斜齿轮弯曲应力w1KwFbtyK (4-14)式中：w弯曲应力，MPa；圆周力，F1 2Tg/d，N；计算载荷，TgTemax，Nmm；D节圆直径，d (mnz)/cos，mm；法向模数，mm；Z齿数；斜齿轮螺旋角，；应力集中系数，K1.50；B齿宽，mm；T法向齿距，t mn，mm；Kf 0.9；Y齿形系数；重合度影响系数，K 2.0。一挡、倒挡齿轮的许用弯曲应力：w 400 850MPa。常啮合齿轮和高速齿轮的许用弯
28、曲应力：w100 250MPa。(1)(1)挡齿轮弯曲应力挡齿轮弯曲应力挡：1kkfwFbty (4-15)9.841031.651.1w3412.560.159 235.12MPa w满足要求。(2)(2)挡齿轮弯曲应力挡齿轮弯曲应力挡：1kwFbtyk (4-16)6.381031.5w3012.560.1622.0 69.68MPa w满足要求。(3)(3)挡齿轮弯曲应力挡齿轮弯曲应力挡：1kwFbtyk (4-17)4.541031.5w3012.560.1662.0 48.39MPa w满足要求。(4)(4)挡齿轮弯曲应力挡齿轮弯曲应力挡：1kwFbtyk (4-18)3.55103
29、1.5w3012.560.1662.0 37.84MPa w满足要求。(5)(5)常啮合传动齿轮弯曲应力常啮合传动齿轮弯曲应力常啮合传动：wF1kbtyk (4-19)2.881031.5w3012.560.1642.0 27.42MPa w满足要求。(6)(6)倒挡齿轮弯曲应力倒挡齿轮弯曲应力倒挡：1kkfwFbty (4-20)k1.65；kf1.1；b 34mm；t m 4.53.14 14.13；y取0.159；9.841031.651.1w 233.80MPa w满足要求3412.560.1595 5 轴的设计和校核轴的设计和校核计算轴的强度、刚度及选择轴承首先要分析轴的受力和支承压
30、力，这些力取决于齿轮上的作用力。5.15.1 齿轮的受力分析齿轮的受力分析圆周力：Ft2M/d径向力：Fr=Fttann/cos轴向力：Fa=Fttan其中：M计算转矩,Nmn法向压力角，分度圆压力角，图 5-1 齿轮受力情况分析齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。5 52 2 轴的尺寸的确定轴的尺寸的确定三轴式变速器的第一轴通常与常啮合齿轮做成一体，以提高轴的刚度。其前端通过轴承支承在发动机飞轮上，后端支承在变速
31、器壳体上。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩选定，花键中径为 d=24mm,第一轴其他部位尺寸根据轴承标准和花键齿轮确定。变速器第二轴做成阶梯形，其径向尺寸根据滚针轴承标准、花键尺寸标准和挡圈尺寸标准确定。轴向尺寸则根据齿轮宽度和同步器结合齿的宽度确定。变速器中间轴也做成阶梯形，径向尺寸根据半圆键的尺寸标准确定，本次设计主要针对二轴进行校核。5 53 3 变速器二轴的校核变速器二轴的校核变速器工作时其轴承受弯矩和扭矩，轴是否满足所需要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据予以校核，满足设计要求。本次设计选轴的材质为45#钢。二轴、中间轴最大直
32、径可取：d=0.45A=0.4584=38mm(5-1)中轴：d/L=0.16，(5-2)二轴：d/L=0.20，(5-3)一轴花键部分直径：d=K3Te max=4.03 198=23.3mm(5-4)轴在垂直面内挠度，在水平面内挠度和转角为，则fcfSF1a b（5-5)3EIL2222F2a b(5-6)3EILF1ab(b a)(5-7)3EIL式中F1齿轮齿宽中间平面上的径向力，N；F2齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N；E弹性模量，MPa，E 2.1105MPa;I惯性矩，mm4，对于实心轴，d464；D轴的直径，mm，花键处按平均直径计算；a,b齿轮上的作用力距支座 A、B的距离，m
33、m；L轴承间的距离，mm。轴的全挠度公式为：f f22CfS在其作用下的应力为：MW32Md3 400MPa式中：M M22c MsT2n,Nmm；M抗弯截面系数，mm3；d轴的直径，mm。5.3.15.3.1 对第二轴、倒挡齿轮对第二轴、倒挡齿轮Z9处的轴强度进行校核处的轴强度进行校核r92mnZ93.5409D22 70mmFT Z1n=Z r198191000651317N2938F1 Fncos1317cos27.87 1238NF2 Fnsin1317sin27.87 450Na 102.5b 193.5102.5 91mm(5-8)(5-9)(5-13)(5-10)(5-11)(5
34、-12)(5-14)所以：F1a2b21238912102.5264 0.0076 0.050.1mm(5-15).fc543EIL32.110 3.14d 193.5F2a2b2450102.5291264fs 0.0032 0.10.15mm(5-16)543EIL32.110 3.14d 193.5F1ab(a b)1238102.591(102.591)64 0.000008rad 0.002 rad(5-17)543EIL32.110 3.14d 193.5Mc F圆a 450102.5 46125 NmmMs F径a 1238102.5 126895 NmmTZ1nTemaxZ19
35、8100019 99000 Nmm238M32MM222c MsTn32Wd33.14343 41.36 400Mpa所以，第二轴、倒挡齿轮Z9处的轴强度符合要求。5.3.25.3.2 对第二轴挡齿轮对第二轴挡齿轮Z7处的轴强度进行校核处的轴强度进行校核r7D72mnZ723362 54mmFZ8nT Z1981000191832N7r73854F1 Fncos1832cos21.32 1722NF2 Fnsin1832sin21.32 627Na=72mma=193.5-72=121.5mm所以：fF1a2b21238121.5272264c3EIL33.14d4193.52.1105 0.
36、0078 0.050.1mmF22f 2a b2450121.52723EIL64s33.14d4193.52.1105 0.003 0.10.15mm(5-18)(5-19)(5-20)(5-21)(5-22)(5-23)(5-24)(5-25)(5-26)(5-27)(5-28)F1ab(a b)1238121.572(121.53EIL72)6432.11053.14d4193.5 0.000036rad 0.002radMc F圆a 870.6121.5 105777.9 NmmMs F径a 2392121.5 290628 NmmTTemaxZ1nZ19810001938101676
37、 Nmm2222M32MMc MsTn32Wd33.14343 58.72 400Mpa所以，第二轴挡齿轮Z7处的轴强度符合要求。5.3.35.3.3 对第二轴挡齿轮对第二轴挡齿轮Z6处的轴强度进行校核处的轴强度进行校核r6D62mnZ623282 42mmFZ11981000nT Z19 2538N2r63828F1 Fncos1317cos21.32 1237.87NF2 Fnsin1317sin21.32 450.44Nb=51mma=193.5-51=142.5mm所以：fF1a2b21237142.5251264c3EIL33.14d4193.52.1105 0.007 0.050.
38、1mmf F2a2b24503EIL142.5251264s33.14d42.1105193.5 0.00125 0.10.15mm(5-29)(5-30)(5-31)(5-32)(5-33)(5-34)(5-36)(5-37)(5-38(5-39)(5-40)(5-35)F1ab(a b)1237142.551(142.551)64 0.00006rad0.002rad3EIL33.14d42.1105193.5(5-41)mmMc F圆a 450142.5 64187.78 N(5-42)NmmMs F径a 1237142.5 176405(5-43)TnTemaxZ1198100019=
39、99000 NmmZ238(5-44)M32M3WdMc MsTn323.143432 83.925 400MPa所以，第二轴挡齿轮Z6处的轴强度符合要求。6 6 轴承的选择与校核轴承的选择与校核6 61 1 轴承的选择轴承的选择变速器轴承一般根据结构布置并参考同类车型的相应轴承后，按国家 规 定 的 轴 承 标 准 选 定，再 进 行 其 使 用 寿 命 的 验 算。本次设计是轻型货车变速器，第二轴齿轮与轴多处采用滚针轴承，在箱体支承多采用圆锥滚子轴承。第一轴前端轴承为：内径 35mm；外径 72mm；宽度 17mm 的深沟球轴承。第二轴后端轴承为：内径 35mm;外经 72mm;宽度 17
40、mm 的圆锥滚针轴承。中间轴前端选用的轴承为内径 35mm；外径 72mm；宽度 17mm 的深沟球轴承。后端选用轴承为：内径 25mm;外经 55mm;宽度 15mm 的圆锥滚针轴承。倒档轴选用内径 27mm，外径 40mm，厚 43mm 的无外缘轴瓦。轴承的选用为标准件。6 62 2 轴承寿命的校核轴承寿命的校核根据我们学过机械设计的知识，轴承的名义寿命L(以106转为单位）与轴承的当量动载荷之间关系为：L=（C/P）(6-1)C对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷，N；P对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷，N；寿命指数，对球轴承=
41、3，对滚动轴承=10/3。校核轴承的寿命，需先计算出轴承的当量动载荷。而轴承的当量动载荷与轴承所受到的径向力和轴向力是紧密相关的，因此，要先分析轴承上所受到的力。(1)轴承使用寿命的计算轴承的使用寿命按汽车的以平均车速 vam行驶至大修前的总里程 S来计算：SLhhvam (6-2)汽车的平均车速vam=0.6vmax空载：1900kg 满载：4100kg车轮轮胎型号选择 245/75 R 22.5 车轮半径 r469.5mm；发动机最大功率时的转速，nPmax=4200rpm；i0汽车的主减速比，i0=5.1。估算汽车的平均车速：vam=0.6vmax=0.6100=60(Km/h)汽车大修
42、前的总里程数取25万千米，于是轴承的使用寿命为：S25104h 4166(h)vam60(2)各挡位的使用率统计显示，轻型货车四挡变速器各挡位的使用率为：2%12%16%70%计算得各挡位下二轴轴承的实际循环次数和当量循环次数，如下：L=0.7102 L=3.5579 L=10.9570 L=52.4419 L=399L=0.1912 L=1.3513 L=4.6951 L=26.1413(3)各挡位下轴承载荷的确定 在变速器工作过程中，一、二轴的后轴承会承受轴向力和径向力的作用。在水平面上，轴承上的径向力是由齿轮的圆周力引起；在垂直面上，轴承径向载荷是由齿轮的径向力和轴向力共同引起的。因此轴
43、承上的径向力是水平面上径向力和垂直面上径向力的合力。轴承除承受径向力外，还要承受一定的轴向力，该轴向力是由斜齿轮工作时产生的。根据受力分析，计算得各挡位下二轴后轴承和中间轴前后轴承上载荷如6-2-1表：表6-2-1 轴承受力表载荷二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承二轴后轴承径向力(N)23339.45391.824453.812005.55952.112153.05411.3轴向力(N)当量动载荷16351.5(N)24356.311710.512289.316617.024889.98577.220039.39011.311144.29001.914222.
44、14512.26032.0中间轴前轴承中间轴后轴承二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承6239.05113.13355.76186.93231.94412.54371.84134.53993.14006.86353.05818.25060.06191.25101.2(4)轴承总当量动载荷 Pd对于本次设计用的角接触球承，=3经计算得二轴后轴承额定动载荷为 36.8 KN,因此，二轴后轴承寿命足够。计算得中间轴轴承的总动载荷为：4.2x103(N)1/3 C=PdL1/=4.2476.4=32.8(KN)(6-4)而中间轴后轴承的额定寿命为 35.2 KN，所以中间轴轴承寿命足够。7 7同步器的设
45、计同步器的设计7 71 1 同步器结构形式的选择同步器结构形式的选择目前变速器用同步器以滑块式和锁环式居多。前者多用于小客车，少数卡车上也有采用，但由于增加锥径往往有困难，限制了它的使用。后者由于锥径可以按需要加大，且同步扭矩较大，卡车上采用的不少。本次设计的变速器是轻型货车使用，为减小同步时间，适宜采用锁环式同步器。7.27.2基本参数的确定基本参数的确定摩擦锥角 a：是指摩擦面与同步器轴心线之间的夹角。a 越小越好。换挡力相同时，较小的 a 可以承受较大的同步扭矩。Ms NRx 上式中:Ms同步扭矩，Nm；P换挡力，N；PRcpx (7-1)sina.N锥面正压力,N；a摩擦锥角,；Rcp
46、锥面平均摩擦半径,m；x 摩擦间的摩擦系数。但锥角不能太小，即锥角正切不能小于所选的内外锥材质的最大摩擦系数，否则会产生楔紧现象，摩擦锥角应满足：arctg x铜与淬硬的光滑钢表面的摩擦系数可取 0.12，则 arctg0.12,即 7,取 =730。其设计参数还有锥面直径 Ds:指摩擦锥的大端直径。根据解雇布置。在二轴上的挡齿轮所能容纳的最大锥径为 136。锥面螺纹槽：它对变速器的性能影响与寿命也很大。8 8 操纵机构操纵机构8.18.1 操纵机构的功用操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮，啮合套或同步其移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且有不允许两个挡的齿轮，啮合套或同步器同
47、时挂上挡。变速器的工作与操纵机构有很大的关系，往往因操纵机构设计不好，发生挂挡困难或挂不上挡的情况。而且换挡占驾驶员很大的一部分劳动量，所以，如何使操纵机构轻便化，自动化是很重要的问题。8.28.2 换挡位置换挡位置设计操纵机构首先要确定换挡位置图。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此，应注意以下三点：1 按换挡次来序列2 将常用挡次放在中间位置，其他挡放在两边。3 为了避免误挂挡，往往将倒挡安放在最靠边的位置，有时与挡组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换挡程序。8.38.3 锁止装置锁止装置8.3.18.3.1 互锁装置互锁装置互锁装置是保证移动某以变速叉轴时，其他变
48、速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种：互锁销式 摆动锁块式 转动锁止式 三向锁销式此次设计中互锁装置选择第一种。8.3.28.3.2 自锁装置自锁装置自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用二致脱挡，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换挡的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是有挂挡是齿轮移动的距离来决定的。8.3.38.3.3 倒挡锁装置倒挡锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒挡，以致造成安全事故损坏传动系，在操纵机构中都设有倒挡锁或倒挡安全装置。倒挡锁能在驾驶员挂倒挡时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，
49、防止误挂倒挡。结论结论通过毕业设计，不仅使我了解了 ZG1040 轻型货车变速器设计的全过程，也使我体会到了设计就是专注、专注、再专注的精神。我设计的是 ZG1040 轻型货车变速器，根据收集的资料，确定设计方案，然后进行方案论证，并根据理论计算，画出装配图和零件图，最终设计出完整的变速器。由于时间仓促，对自己设计的变速器感觉不是十分完善，有以下需要改进的地方：(1)整个变速器的设计中，有许多利用其他变速器的成熟技术没有能够自己重新找到好的解决方法。(2)在变速器整体尺寸方面没有做到精细，整体布局没达到十分完美效果。(3)在换挡时，没有设计出操作简便省力的设计方法。不过，经过这两个多月的紧张设
50、计，还是对自己的成果感到满意，虽然还有许多不尽合理的地方，但从中达到了对知识的温习，受益匪浅。致谢致谢经过近三个多月的努力，伴随了无数个深夜，终于得以完成了毕业设计。在这篇说明书即将结尾，也是我整个大学即将结束之际，我心里存在了太多的感激，太多的感谢。设计的过程中遇到了许多问题，正是在广大老师和同学不断帮助、不断探讨中解决的。尤其是在郭老师老师的耐心教导，让我受益非浅，可以说是在郭老师不啻辛劳的奔波下，我的设计才得以完成。在此我对老师表示衷心的感谢。在与同学的共同探讨问题之中，我清楚的认识到了合作精神和团队精神的重要性，所以我要感谢所有帮助过我的同学，是在他们的耐心帮助下我才做得这么顺利。最后